制動參數(shù)選擇及計算

1、第一章 制動參數(shù)選擇及計算第一節(jié) 汽車參數(shù)（符號以汽車設計為準）制動器設計中需要的重要參量：汽車軸距： L=1370mm車輪滾動半徑： r r =295 mm汽車滿載質(zhì)量： ma=4100Kg汽車空載質(zhì)量： mo=2600Kg滿載時軸荷的分配： 前軸負荷39%，后軸負荷61%空載時軸荷的分配： 前軸負荷47%，后軸負荷53%滿載時質(zhì)心高度： hg =745mm空載時質(zhì)心高度： hg=850mm質(zhì)心距前軸的距離： L1 =835mm L1=726mm質(zhì)心距后軸的距離： L2 =535mm L2=644mm對汽車制動性有影響的重要參數(shù)還有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率

2、、最大制動力矩與制動因數(shù)等。第二節(jié) 制動器的設計與計算一 制動力與制動力矩分配系數(shù)0 水平路面滿載行駛時,前、后軸的負荷計算 對于后軸驅(qū)動的移動機械和車輛，在水平路面滿載行駛時前后軸的最大負荷按下式計算(g=9.8Nkg) 前軸的負荷F1=Ga(L2-hg)/(L-hg)=3830.8N 后軸的負荷F2=GaL1/(L-hg)=36349.2N - 附著系數(shù)，瀝青.混凝土路面，取0.6 軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)： 前軸：m,1= FZ1/G1=0.24 后軸：m,2= FZ1/G2=1.48 1、(汽車理論108頁)水平路面滿載行駛制動時,地面對前后車輪的法向反作用力（滿載）FZ1= (L2+)=4100

3、×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55NFZ2= (L1-)=4100×9.8÷1.370×（0.8350.6×0.745）=11379.45N 式中： G- 汽車所受重力； L- 汽車軸距； -汽車質(zhì)心離前軸距離；L-汽車質(zhì)心離后軸距離；-汽車質(zhì)心高度；g -重力加速度；(取9.80Nkg)2 （汽車理論8,22） 汽車制動時，如果不記車輪的滾動阻力矩和汽車的回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任何角速度0的車輪，其力矩平衡方程為M-FbRe=0 （4-2）式中：M-制動器對車輪作用的制動力

4、矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，Nm；Fb-地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；Re-車輪有效半徑，m令 FB= M/Re并稱之為制動器的制動力，它是在輪胎周緣克服制動器的摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。FB與地面制動力Fb的方向相反，當車輪角速度0時，大小亦相等，且FB僅由制動器的參數(shù)所決定，即FB取決于制動器的結構形式、尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪的有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當增大踏板力以增大M時，F(xiàn)B和Fb均隨之增大，但地面制動力受附著條件的限制其值不可能大于附著力F，（汽

5、車理論22）地面對輪胎切向反作用力的極限值稱為附著力F Fb F= FZ (4-3) Fbmax= F= FZ (4-4)式中 ： -輪胎與地面的附著系數(shù)（汽車理論22頁）；FZ -地面對車輪的法向反力；(1) 前輪 ：Fb1F1=Fz1=28800.55×0.6=17280.33N Fb1max=F1= Fz1=28800.55×0.6=17280.33N (20后輪： Fb2F2= Fz2 =11379.45×0.6=6827.67N Fb2max=F2= Fz2=11379.45×0.6=6827.67N當制動器的制動力FB和地面制動力Fb達到附著

6、力F值時，車輪即被抱死并在地面上滑移，此后制動力矩M即表現(xiàn)為靜摩擦力矩Mf，而FB= M/Re即成為與Fb相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值，當制動力車輪角速度=0以后，地面制動力Fb達到附著力 F值后就不再增大，而制動器的制動力FB由于踏板力FD的增大使摩擦力矩Mf增大而繼續(xù)上升，如圖4-2所示圖4-2制動器制動力、地面制動力與踏板力的關系3、制動器制動力分配系數(shù)（汽車理論110頁）（1）分配系數(shù)=FB1/FB (4-7)FB1/ FB2=(L2+hg)/ (L2-hg) (4-8)FB= FB1+ FB2 (4-9)可得=FB1/FB= FB1/（FB1+ FB2 ）=(L2+hg)/

7、( L2+hg+ L1-hg)=(L2+ hg)/L (4-10)即：=L2/L+hg/L (4-11)其中 L1=835mm L2=535mm L=1370mm hg=745mm 取=0.6 得到 =L2/L+hg/L=(535+0.6×745)÷1370=0.72（2）同步附著系數(shù) 0=（L-L2）/ hg (4-12) =(1370×0.72535)÷745=0.61將0=0.61代入式(4-5)得FZ1，= (L2+0)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.61×0.745）=29328.467

8、×0.989=29005.85NFZ2，= (L1-0)=4100×9.8÷1.370×（0.8350.61×0.745）=29328.467×0.381=11174.15N 在同步附著系數(shù)前后輪同時抱死的路面上行駛時所得到的地面制動力前輪 ：Fb1F1=Fz10 Fb1max=F1= FZ1，0=29005.85×0.61=17693.57N 后輪： Fb2F2= Fz2 0 Fb2max=F2= Fz2，0=11174.15×0.61=6816.23N第三節(jié) 鼓式制動器的主要參數(shù)及其確定制動鼓應有足夠的壁厚，用

9、來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。1制動鼓內(nèi)徑D輸入入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。 圖1-8 鼓式制動器的幾何參數(shù)但增大D(圖18)受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 乘用車 DDr=0.640.74貨車： DDr=0 .700 .83制動鼓內(nèi)徑尺寸應參照專業(yè)標準ZB T24 D0589制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取。 圖1-8 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)依據(jù)車輪型號：6.5-10 于是， 得輪輞

10、直徑Dr Dr =25.4 x 10=254 mm （1 in=25.4mm）取 DDr=0 .8 3 則制動鼓內(nèi)徑直徑 D=0.83x Dr=0.83x254=210.82mm參照中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 3091999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 取 D=220mm2摩擦村片寬度b和包角摩擦村片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=Rb.制動器各蹄襯片總的摩擦面積Ap越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損

11、特性越好。試驗表明，摩擦襯片包角=90°100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120°。取 =100° 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 3091999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列結合課本教材汽車設計王望予264頁表8-1掃路車總質(zhì)量4100千克，對于（3.57.0）t

12、的商用車，單個制動器總的摩擦面積Ap為（300650）cm2,這里取取 b=90mm 3.摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動碲的中央，即令=90°。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。此設計中 令=90°=90°=40°4.制動器中心到張開力作用線的距離e在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下。應使距離e(圖87)盡可能大，以提高制動效能。暫定 e=0.8R=0.8x110=88mm5.制動蹄支承點位置坐標a和c應在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖87)

13、。暫定 a=0.8R=0.8x110=88mm6. 摩擦片摩擦系數(shù) 摩擦片摩擦系數(shù)對制動力矩的影響很大，選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數(shù)00.40已無大問題。本設計取=0.3。第四節(jié) 制動

14、器的設計與計算（一 ）（汽車設計268頁）考慮到OAlOB1=R=110mm a=88mm （汽車設計266頁圖8-8 268頁圖8-9 汽車設計264頁圖8-7）（cos=88÷110=0.8 角度為370R=110mm =100° =400 =1800-370 =3 0=+=103°（1）不均勻系數(shù) =（）(cos-cos)=1030（cos3 0-cos103°） =1.798÷0.999(0.225) =1.798÷1.224 =1.47（2）R1=4R(cos-cos)/(cos2-cos2)2+(2-sin2+sin2)2

15、1/2=4×110×1.224/(0.995+0.899)2+(3.49+0.438+0.105)21/2=538.56/(3.587+16.265) 1/2=538.56/(19.852) 1/2=538.56/4.456=120.86mm因為領蹄和從蹄大小尺寸相同 故 =120.88mm（二）用液力驅(qū)動時所需張開力為，采用領從蹄式制動器Fo1=F02前輪 o= M1max/2(R1+R2)= Fb1max×r r /2(R1+R2)=17693.57N×295÷483.52=10795.00N后輪 o= M2max/2(R1+R2)= Fb

16、2max×r r /2(R1+R2)=6816.23×295÷483.52=4158.64N(三) 檢查蹄有無自鎖計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式(810)得出自鎖條件。（汽車設計267頁 f取0.3）（汽車設計266頁cR）(汽車設計268頁1=arctan(Fy/Fx)=arctan(cos2-cos2)/(2-sin2+sin2)=arctan(0.995+0.899)/ (3.49+0.438+0.105)= arctan1.894/ 4.033= arctan0.47=25.20（ 汽車設計269頁） 當式(810)中的分母等于零時，蹄自鎖

17、，即 c(COS1+fsin1)fRl=0 0. 110×（0.905+0.3×0.426）0.3×0.12088=0. 110×1.0330.036264=0.0770如果f<c×COS1/(R1-csin1)就不會自鎖。c×COS1/(R1-csin1)= 110×0.905÷（120.88110×0.426)=99.55÷74.02=1.34f=0.3制動器不會自鎖領蹄表面的最大壓力為（汽車設計269頁）由方程式(85)和式(810)可計算出領蹄表面的最大壓力為（h=e+a =176

18、mm）前輪 Pmaxl=Fo1 h R1/bR2(cos-cos)c(cos1+fsin1)-fR1=10795×0.176×0.12088/0.090×0.112×1.224 ×0.77364 =2.23×105N后輪 Pmax2=Fo h R1/bR2(cos-cos)c(cos1+fsin1)-fR1=4158.64×0.176×0.12088/0.090×0.112×1.224 ×0.77364 =8.58×104N（五） 前，后制動器制動力矩的計算為了保證汽車有良好

19、的制動效能，要求合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。為此，首先選定同步附著系數(shù)0，并用下式計算前、后輪制動力矩的比值 （817）式中，M1,M2征為前、后輪制動器的制動力矩；Ll、L2為汽車質(zhì)心至前軸和后橋的距離；hg為汽車質(zhì)心高度。然后，根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩M1max；再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩M2 =（0.535+0.61×0.745）÷（0.8350.61×0.745） = 0.989÷0.381=2.596 前輪制動器的最大制動力矩 M1

20、max= Fb1max×r r =17693.57×0.295=5219.60315=5219.60N.m 后輪制動器的最大制動力矩M2max= M1max÷2.596 =5219.60÷2.596=2010.63 N.m一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算所得結果的一半值（六）、襯片磨損特性的計算（汽車設計270頁）摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的

21、觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能(動能和勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中，而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每

22、單位時間耗散的能量。通常所用的計量單位為Wmm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。 雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為 e1=ma(v12-v22)/4tA1 e1=ma(v12-v22)/4tA2(1-) t=(v1-v2)/j 式中，ma為汽車總質(zhì)量(t)；為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；v1,v2為制動初速度和終速度(ms)；j為制動減速度(ms2)；t為制動時間(s)；Al、A2為前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積(mm2)；盧為制動力分配系數(shù)。 掃路車最大轉(zhuǎn)移時速為V1=65Kmh ma=4.1t A=17278.76mm2 =0.72 j=0.6g=0.6×9.8=5.88ms